聶小勇，何君儒，謝世坤

（1. 江西江鈴新能源汽車有限公司，江西，南昌 330052；2. 井岡山大學(xué)機(jī)電學(xué)院，江西，吉安 343009）

0 引言

制動性能是車輛的重要性能之一,車輛制動性能的優(yōu)劣直接影響著整車的可靠性和安全性。制動踏板總成作為制動系統(tǒng)的主要組成部分，其通過螺栓安裝在前艙防火墻上，當(dāng)車輛行駛在復(fù)雜路面時，其將受到不同的載荷，容易發(fā)生失效，其剛度、強度和疲勞性能的優(yōu)劣關(guān)系著車輛制動性能的穩(wěn)定性[1-2]。

某新能源汽車制動踏板總成屬于新開發(fā)件，為了校核其剛度、強度和疲勞性能是否滿足設(shè)計要求，采用有限元方法對其進(jìn)行剛度性能分析、強度性能分析和疲勞性能分析，并且采用集成方法對其進(jìn)行輕量化設(shè)計，最后對其優(yōu)化方案進(jìn)行樣件試制，其順利通過了整車道路試驗。

1 制動踏板總成有限元模型

1.1 有限元分析原理

制動踏板總成的整體結(jié)構(gòu)平衡方程通過力學(xué)平衡條件與加載邊界條件將每個單元進(jìn)行重新整合組成，以此來表示整體結(jié)構(gòu)力和位移的關(guān)系[3-4]：

式中：k 為制動踏板總成的剛度矩陣，f 為制動踏板總成的載荷列陣，q 為制動踏板總成的位移列陣。

載荷列陣：

式中：fr為制動踏板總成的體力轉(zhuǎn)移，fm為制動踏板總成的表面力轉(zhuǎn)移，fv為制動踏板總成的集中力轉(zhuǎn)移。

1.2 建立有限元模型

某新能源汽車的制動踏板總成主要包括踏板左支架（厚度為3.5 mm）、踏板右支架（厚度為3.5 mm）、過渡搖臂支架（厚度為4.0 mm）和踏板臂（厚度為10.0 mm），基于Hypermesh 前處理軟件[5-6]將制動踏板總成的三維模型導(dǎo)入其中，抽取各個部件的中性面并且對其進(jìn)行幾何處理。采用尺寸為3 mm 的四邊形單元對其進(jìn)行網(wǎng)格劃分，允許部分三角形單元，各個部件之間的螺栓連接采用RBE2 單元模擬，焊縫連接采用對四邊形單元模擬。各個支架的材料均為Q235，其彈性模量為21000 MPa，其泊松比為0.3，其密度為7800 kg/m3，其屈服強度為235 MPa，其抗拉強度為375 MPa。根據(jù)各個部件的厚度值賦予其材料屬性，以此建立其有限元模型，如圖1 所示。

圖1 制動踏板總成有限元模型 Fig.1 Finite element model of brake pedal assembly

2 剛度性能分析

2.1 剛度分析原理

制動踏板總成的剛度方程是作用與節(jié)點載荷向量與載荷位移向量之間的關(guān)系式，單元剛度方程擴(kuò)展為[7]：

2.2 橫向剛度分析

橫向臺架試驗方法為：將踏板按實車位置固定，其中踏板輸出端調(diào)整至中間工作行程位置固定，在踏板側(cè)面幾何中心點施加側(cè)向力100 N，保持1 min，測量初始點和加載后位置點之間的位移，作動缸垂直于踏板側(cè)面，接受要求為踏板側(cè)面中心點允許的最大側(cè)向位移為5 mm，以此約束制動踏板螺栓安裝孔的所有自由度，在踏板側(cè)面施加-Y 方向100 N，以此對其進(jìn)行靜態(tài)剛度分析。

圖2 為制動踏板總成橫向剛度的位移云圖。由圖2 可知，制動踏板總成的最大位移為2.5 mm，低于目標(biāo)要求值。圖3 為橫向剛度的應(yīng)力云圖。由圖3可知，制動踏板總成的最大應(yīng)力為150.4 MPa，位于過渡搖臂支架上端，低于其材料屈服強度，因此其橫向剛度性能符合設(shè)計要求。

據(jù)住房城鄉(xiāng)建設(shè)部標(biāo)準(zhǔn)定額司司長蘇蘊山介紹，本次發(fā)布的10項標(biāo)準(zhǔn)涵蓋促進(jìn)城市綠色發(fā)展、保障城市安全運行、建設(shè)和諧宜居城市三個方面，包括《海綿城市建設(shè)評價標(biāo)準(zhǔn)》《綠色建筑評價標(biāo)準(zhǔn)》《裝配式混凝土建筑技術(shù)標(biāo)準(zhǔn)》《裝配式鋼結(jié)構(gòu)建筑技術(shù)標(biāo)準(zhǔn)》《裝配式木結(jié)構(gòu)建筑技術(shù)標(biāo)準(zhǔn)》《城市綜合防災(zāi)規(guī)劃標(biāo)準(zhǔn)》《城市排水工程規(guī)劃規(guī)范》《城鎮(zhèn)內(nèi)澇防治技術(shù)規(guī)范》《城市居住區(qū)規(guī)劃設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)》《城市綜合交通體系規(guī)劃標(biāo)準(zhǔn)》。

圖2 橫向剛度的位移云圖 Fig.2 Displacement nephogram of lateral stiffness

圖3 橫向剛度的應(yīng)力云圖 Fig.3 Stress nephogram of transverse stiffness

2.3 縱向剛度分析

縱向臺架試驗方法為：將踏板按實車位置固定，其中踏板輸出端調(diào)整至中間工作行程位置固定，在踏板面幾何中心點施加法向力500 N，保持1min，測量初始位置點和加載后位置點之間的位移，作動缸垂直于踏板面，接受要求為踏板或踏板總成無裂紋或永久變形，并且踏板平面中心點允許的最大縱向位移為5 mm，因此約束制動踏板螺栓安裝孔的所有自由度，在垂直于踏板面施加500 N，以此對其進(jìn)行靜態(tài)剛度分析。

圖4 為制動踏板總成縱向剛度的位移云圖。由圖4 可知，制動踏板總成的最大位移為3.5 mm，也低于目標(biāo)要求值。圖5 為縱向剛度的應(yīng)力云圖。由圖5 可知，制動踏板總成的最大應(yīng)力為181.5 MPa，同樣位于過渡搖臂支架上端，也低于其材料極限值，因此其縱向剛度性能符合設(shè)計要求。

圖4 縱向剛度的位移云圖 Fig.4 Displacement nephogram of longitudinal

圖5 縱向剛度的應(yīng)力云圖 Fig.5 Stress nephogram of longitudinal stiffness

3 強度性能分析

強度臺架試驗方法為：將踏板按實車位置固定，其中踏板輸出端調(diào)整至中間工作行程位置固定，在踏板面幾何中心點加載2000 N 縱向力，保持30s 后釋放載荷，重復(fù)上述步驟5 次，測量初始位置點和加載后位置點之間的位移，作動缸垂直于踏板面，接受要求為踏板表面永久變形量小于或等于5.0 mm，并且無裂紋或損壞等缺陷，因此約束制動踏板螺栓安裝孔的所有自由度，首先在垂直于踏板面施加2000 N，再卸載力，重復(fù)5 次加載，以此對其進(jìn)行靜態(tài)強度分析。

圖6 為制動踏板總成的位移云圖。由圖6 可知，制動踏板總成的最大位移為3.8 mm，低于目標(biāo)要求值。圖7 為制動踏板總成的應(yīng)力云圖。由圖7 可知，制動踏板總成的最大應(yīng)力為200.4 MPa，應(yīng)力集中點位于過渡搖臂支架上端，踏板臂的最大應(yīng)力為100 MPa，均低于其材料極限值，因此其強度性能符合設(shè)計要求。

圖6 制動踏板總成的位移云圖 Fig.6 Displacement nephogram of brake pedal assembly

圖7 制動踏板總成的應(yīng)力云圖 Fig.7 Stress nephogram of brake pedal assembly

4 疲勞性能分析

4.1 疲勞分析原理

4.2 制動踏板總成本體疲勞分析

疲勞臺架試驗方法為：在垂直踏板面加載500 N 情況下運行200 萬次，加載頻率為1 Hz，因此首先對制動踏板總成進(jìn)行500 N 的靜強度分析，再將其結(jié)果文件軟件 Ncode 軟件[10-11]中，采用其ENAnalysis 模塊，彈塑性修正采用Neuber 方法，平均應(yīng)力修正采用SmithWatsonTopper 方法，循環(huán)次數(shù)設(shè)為2.0E+6，加載頻率為1 Hz，Q235 的EN曲線通過軟件自動擬合，并且采用constant 疲勞加載方法對其疲勞分析。

圖8 制動踏板總成的疲勞損傷云圖 Fig.8 Fatigue damage nephogram of brake pedal assembly

4.3 焊縫疲勞分析

踏板右支架與過渡搖臂支架通過焊縫連接在一起，為了能夠有效預(yù)測其焊縫的疲勞性能，基于Ncode 軟件中的SeamWeldAnalysis 模塊，焊縫材料采用數(shù)據(jù)庫中自帶的Seam_steel，并且采用FKM 進(jìn)行平均應(yīng)力修正對其焊縫進(jìn)行疲勞分析。

圖9 為制動踏板總成的焊縫疲勞損傷云圖。由圖9 可知，制動踏板總成焊縫的最大疲勞損傷值為0.381，位于焊縫的起始端，也低于實際工程目標(biāo)值（1.0），因此其也符合疲勞性能設(shè)計要求。

圖9 制動踏板總成焊縫的疲勞損傷云圖 Fig.9 Fatigue damage nephogram of brake pedal assembly weld

5 輕量化設(shè)計

通過以上對制動踏板總成的剛度、強度和疲勞的分析可知，其各項性能均有充足的余量，為了使其達(dá)到減重的目的，可采用優(yōu)化方法對其進(jìn)行輕量化設(shè)計，因此采用Isight 平臺[12]集成其橫向剛度、縱向剛度和強度性能分析，分別導(dǎo)入其分析流程，對其踏板左支架、踏板右支架、過渡搖臂支架和踏板臂的厚度進(jìn)行參數(shù)化，以其重量最小為目標(biāo)函數(shù)，采用自適應(yīng)模擬退火算法對其進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計。

圖10 Isight 集成平臺 Fig.10 Isight integrated platform

優(yōu)化之后，踏板左支架的厚度為3.0 mm、踏板右支架的厚度為3.0 mm、過渡搖臂支架的厚度為3.5 mm、踏板臂的厚度為8.0 mm?；谠搩?yōu)化后的參數(shù)重新對其進(jìn)行剛度、強度和疲勞校核分析。

圖11 為優(yōu)化之后制動踏板總成橫向剛度的位移云圖。由圖11 可知，優(yōu)化之后制動踏板總成的最大位移為4.2 mm，低于試驗要求值，其最大應(yīng)力200.5 MPa。

圖11 優(yōu)化之后橫向剛度的位移云圖 Fig.11 Displacement nephogram of lateral stiffness after optimization

圖12 為優(yōu)化之后制動踏板總成縱向剛度的位移云圖。由圖12 可知，優(yōu)化之后制動踏板總成的最大位移為4.6 mm，也低于試驗要求值，其最大應(yīng)力217.8 MPa。

圖12 優(yōu)化之后縱向剛度的位移云圖 Fig.12 Displacement nephogram of optimized

圖13 為優(yōu)化之后制動踏板總成的位移云圖。由圖13 可知，優(yōu)化之后制動踏板總成的最大位移為4.7 mm，同樣低于試驗要求值，其最大應(yīng)力232.9 MPa。

圖13 優(yōu)化之后制動踏板總成的位移云圖 Fig.13 Displacement nephogram of optimized brake pedal assembly

圖14 為優(yōu)化之后制動踏板總成的疲勞損傷云圖。由圖14 可知，制動踏板總成的最大疲勞損傷值為0.34，其焊縫的最大損傷值為0.64，均低于目標(biāo)要求值。

圖14 優(yōu)化之后制動踏板總成的疲勞損傷云圖 Fig.14 Fatigue damage nephogram of brake pedal assembly after optimization

綜上所述，優(yōu)化之后制動踏板總成的橫向剛度性能、縱向剛度性能、強度性能和疲勞性能均能夠滿足設(shè)計要求，并且達(dá)到了輕量化的目的，減輕了總成的重量，同時節(jié)省了生產(chǎn)成本。

6 整車道路試驗

為了驗證該制動踏板總成優(yōu)化方案的可行性，根據(jù)優(yōu)化參數(shù)試制其樣件，如圖15 所示。將其樣件安裝在整車上，基于整車道路試驗標(biāo)準(zhǔn)對其進(jìn)行驗證，整車行駛里程為80000 km，試驗完成后其未發(fā)生開裂失效，因此其順利通過了整車道路試驗。

圖15 制動踏板總成優(yōu)化方案樣件 Fig.15 Sample of brake pedal assembly optimization plan

7 結(jié)論

首先，基于有限元方法并采用Hypermesh 軟件建立某新能源汽車制動踏板總成有限元模型，分別對其進(jìn)行橫向剛度性能分析、縱向剛度性能分析、強度性能分析、疲勞分析和焊縫疲勞分析，其最大位移量、最大應(yīng)力和最大損傷值均小于目標(biāo)值，都能夠滿足設(shè)計要求。然后，采用Isight 集成平臺對其踏板左支架、踏板右支架、過渡搖臂支架和踏板臂的厚度進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，優(yōu)化之后得到了其最優(yōu)參數(shù)，優(yōu)化之后的各項性能也都可以滿足要求。最后，對其優(yōu)化方案進(jìn)行整車道路試驗，其順利地通過了驗證，也證明了其分析方法的有效性和可靠性。